液壓機械全功率換段時機的非對稱偏差特性

楊樹軍， 鮑永， 張曼， 張璐， 張寅君， 田霖

(燕山大學 河北省特種運載裝備重點實驗室， 河北 秦皇島 066004)

0 引言

液壓機械無級傳動(HMT)是由液壓路和機械路復合而成的雙功率流傳動系統(tǒng)，可實現(xiàn)大功率無級變速，傳動效率高，適用于軍車等重型車輛[1]。

美國和意大利學者深入研究了液壓機械的設(shè)計、分析方法[2-7]。液壓機械的工程應(yīng)用在美、日等國已初具規(guī)模，如美國M2戰(zhàn)車、日本10式坦克等都裝備了液壓機械[8-9]。

國內(nèi)學者苑士華等[10]、杜玖玉等[11]、韓兆林等[12]提出了相對完善的液壓機械設(shè)計方法。徐立友等[13]、Zhang等[14]和張明柱等[15]、倪向東等[16]、王光明等[17-18]設(shè)計了拖拉機用液壓機械，并分析了其工作特性及速比控制等。魏超等[19]和胡紀濱等[20]提出了段內(nèi)速比跟蹤控制方法。國內(nèi)學者在液壓機械的設(shè)計分析、段內(nèi)速比跟蹤控制等方面成果頗多[21]。但HMT換段品質(zhì)差，限制了其在國內(nèi)的推廣應(yīng)用[22]。苑士華等[23-24]指出換段時存在轉(zhuǎn)速和壓力波動等問題。魏超等[25]、王光明等[26-28]、倪向東等[29]研究了換段品質(zhì)的影響因素，但國內(nèi)在換段控制方面與國外相比尚有差距。

Hu等[30]分析了HMT制動器結(jié)合重疊的可行性，從排量比的角度推導了理想換段時機，并簡要分析了換段時機偏差較大時對轉(zhuǎn)速的影響。楊樹軍等提出了液壓機械全功率換段方法[31-32]，制動器結(jié)合重疊時，通過調(diào)節(jié)變排量液壓元件的排量比，主動控制液壓回路高低壓側(cè)互換，實現(xiàn)功率過渡。但該方法尚停留在理論研究階段，仍有諸多問題亟待研究。文獻[31]提出了全功率換段的理想換段時機，但實際控制中由于控制誤差的存在，適于工程應(yīng)用的換段時機偏差尚未研究。

本文以兩段等差式液壓機械為研究對象，在全功率換段方法基礎(chǔ)上，建立全功率換段的前穩(wěn)定階段模型。通過仿真分析與試驗研究相結(jié)合方法，研究了換段時機超前、滯后對目標段制動器滑摩過程和前穩(wěn)定階段的影響規(guī)律。結(jié)果表明：液壓機械全功率換段中，由液壓段向液壓機械段換段時，理想換段時機宜設(shè)置負偏差；由液壓機械段向液壓段換段時，理想換段時機宜設(shè)置正偏差。

1 全功率換段的理想換段時機

兩段等差式液壓機械傳動原理如圖1所示。圖1中：變排量液壓元件p和定排量液壓元件m組成液壓路；行星排K1、K2、K3和制動器CH、CL組成機械路及匯流排；ni、no分別代表輸入和輸出轉(zhuǎn)速。其工作段及工作部件如表1所示。

圖1 兩段等差式液壓機械傳動原理圖Fig.1 Schematic diagram of two-range arithmetic HMT

工作段CHCLK1K2K3液壓段(H段)√√液壓機械段(HM段)√√√

注：√表示制動器或者行星排工作。

按照已有的液壓機械全功率換段方法[31]，HMT在當前段時，若達到理想換段時機，則目標段制動器理論上可0速差結(jié)合，HMT轉(zhuǎn)至前穩(wěn)定階段，其功率與轉(zhuǎn)矩特性與當前段一致。在理論上可消除待結(jié)合制動器的滑摩過程，實現(xiàn)0速差、0扭矩結(jié)合，減小制動器磨損。

全功率換段的理想點[31]為

(1)

理想換段時機[31]是一個特定的定排量液壓元件轉(zhuǎn)速，但是由于液壓調(diào)速控制精度的限制，在較短的換段時間內(nèi)，很難保證該轉(zhuǎn)速為理想換段點。在非理想換段時機時，目標段制動器結(jié)合，速差會導致制動器滑摩的存在，進而影響制動器的壽命，即該理想換段時機只是一個理論值。為了適應(yīng)工程應(yīng)用的需求，還需要為該理論值設(shè)置一個合理的偏差值。具體的偏差值與液壓系統(tǒng)控制精度有關(guān)，本文暫不做定量研究，只做定性分析。

2 全功率換段的前穩(wěn)定階段模型

全功率換段時機主要影響的是換段的前穩(wěn)定階段[31]，因此本文在研究換段時機對換段品質(zhì)的影響時，主要研究換段時機對前穩(wěn)定階段的影響規(guī)律。相應(yīng)地，建立全功率換段的前穩(wěn)定階段模型。

由于液壓機械換段中普遍存在定排量液壓元件轉(zhuǎn)速波動和液壓系統(tǒng)壓力沖擊等問題[23-24]，同時考慮到換段時機的偏差會影響制動器的滑摩轉(zhuǎn)矩，因此前穩(wěn)定階段模型應(yīng)該包括液壓傳動單元模型和制動器轉(zhuǎn)矩模型。

全功率換段中，變排量液壓元件轉(zhuǎn)速由輸入轉(zhuǎn)速和系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)決定。液壓傳動單元通過閉式液壓回路高低壓側(cè)釋壓、建壓過程完成功率過渡過程。因此，在液壓傳動單元建模時，主要考慮影響液壓回路的質(zhì)量流量模型、壓力模型和液壓元件模型。液壓傳動單元模型組成如圖2所示。圖2中：V1、V2分別為2個閉式容腔的體積；np為變排量液壓元件的轉(zhuǎn)速；Tp和Tm分別為2個液壓元件的轉(zhuǎn)矩；qpi和qpo分別為變排量液壓元件的輸入流量和輸出流量；qmi和qmo分別為定排量液壓元件的輸入流量和輸出流量；p1和p2分別為容腔V1和容腔V2中的壓力。

圖2 液壓傳動單元模型組成Fig.2 Composition of hydraulic transmission unit model

液壓流傳動單元建模時，忽略液壓管路的沿程損失，將高低壓回路簡化為2個閉式容腔V1和V2；2個液壓元件是液壓系統(tǒng)中能量轉(zhuǎn)換裝置，其輸入與輸出均是機械能。考慮輸入與輸出之間的因果關(guān)系，在2個制動器結(jié)合重疊時，其輸入量為2個液壓元件的轉(zhuǎn)速，輸出量為2個液壓元件的轉(zhuǎn)矩。

前穩(wěn)定階段模型原理圖如圖3所示。圖3中：液壓元件轉(zhuǎn)速模型和轉(zhuǎn)矩模型構(gòu)成了液壓元件模型；質(zhì)量流量模型和容腔壓力模型構(gòu)成了液壓管路容腔模型。

圖3 前穩(wěn)定階段模型原理圖Fig.3 Schematic diagram of prior stable stage model

用state表示液壓路功率流向，其取值為0和1. 當state=0時，變排量液壓元件驅(qū)動定排量液壓元件，即變排量液壓元件出口和定排量液壓元件入口與高壓側(cè)容腔連通；當state=1時，定排量液壓元件驅(qū)動變排量液壓元件，即定排量液壓元件出口和變排量液壓元件入口與高壓側(cè)容腔連通。

2.1 液壓傳動單元模型

2.1.1 容腔質(zhì)量流量模型

液壓機械換段前后，2個液壓元件功能互換，流量特性發(fā)生變化。

2.1.1.1 state=0時容腔質(zhì)量流量模型

state=0時，變排量液壓元件的輸入質(zhì)量流量，即理論質(zhì)量流量為

(2)

式中：ε為變排量液壓元件的排量比；Vg為變排量液壓元件最大工作排量(m3/r)；ρ2為容腔V2中的油液密度(kg/m3)。

變排量液壓元件和定排量液壓元件均等效簡化為外泄漏方式。綜合考慮管路壓力、油液黏度和油液體積模量的影響，液壓元件的泄漏量[33-34]為

(3)

式中：Cs為液壓元件漏損系數(shù)；Vc為液壓元件工作排量(m3/r)；ph為液壓元件高壓側(cè)壓力(MPa)；μ為油液的動力黏度(N·s/m2)；E為油液體積模量(MPa)。

油液從容腔V1經(jīng)變排量液壓元件泄漏的質(zhì)量流量為

(4)

式中：ρ1為容腔V1中的油液密度(kg/m3)；Δqp為變排量液壓元件的泄漏流量(m3/s)；Vp為變排量液壓元件的實際工作排量(m3/r)。

變排量液壓元件的輸出質(zhì)量流量為

qMpo=qMpi-ΔqMp，

(5)

定排量液壓元件的輸出質(zhì)量流量為

(6)

油液從容腔V1經(jīng)定排量液壓元件泄漏的質(zhì)量流量為

(7)

式中：Δqm為定排量液壓元件的泄漏流量(m3/s)。

定排量液壓元件的輸入質(zhì)量流量為

qMmi=qMmo+ΔqMm.

(8)

2.1.1.2 state=1時容腔質(zhì)量流量模型

state=1時，變排量液壓元件的輸出質(zhì)量流量為

(9)

油液從容腔V2經(jīng)變排量液壓元件泄漏的質(zhì)量流量為

(10)

變排量液壓元件的輸入質(zhì)量流量為

qMpi=qMpo+ΔqMp，

(11)

定排量液壓元件的輸入質(zhì)量流量為

(12)

油液從容腔V2經(jīng)定排量液壓元件泄漏的質(zhì)量流量為

(13)

定排量液壓元件的輸出質(zhì)量流量為

qMmo=qMmi-ΔqMm.

(14)

2.1.2 容腔壓力模型

容腔內(nèi)壓力變化[35]為

(15)

式中：p為容腔內(nèi)油液壓力(MPa)；V為容腔體積(m3)；qMi、qMo分別為容腔的輸入和輸出質(zhì)量流量(m3/s)；ρ為容腔V內(nèi)的油液密度(kg/m3)。

(16)

state=0時容腔V1為高壓腔，容腔壓力模型為

(17)

式中：E1為容腔V1內(nèi)的油液體積模量(MPa)。

state=1時容腔V2為高壓腔，容腔壓力模型為

(18)

式中：E2為容腔V2內(nèi)的油液體積模量(MPa)。

2.1.3 液壓元件模型

2.1.3.1 液壓元件轉(zhuǎn)矩模型

state=0時，變排量液壓元件處于泵工作狀態(tài)，其轉(zhuǎn)矩模型為

(19)

式中：Δp為V1、V2兩個容腔的壓力差(MPa)；ηmp為變排量液壓元件的機械效率。

state=0時，定排量液壓元件處于馬達工作狀態(tài)，其轉(zhuǎn)矩模型為

(20)

式中：ηmm為定排量液壓元件的機械效率。

state=1時，變排量液壓元件處于馬達工作狀態(tài)，其轉(zhuǎn)矩模型為

(21)

state=1時，定排量液壓元件處于泵工作狀態(tài)，其轉(zhuǎn)矩模型為

(22)

2.1.3.2 液壓元件轉(zhuǎn)速模型

在兩制動器結(jié)合重疊時，變排量液壓元件的轉(zhuǎn)速為

(23)

式中：i1為從輸入軸至液壓傳動單元的傳動比。

在雙制動器結(jié)合重疊時，定排量液壓元件的轉(zhuǎn)速如(1)式所示。在換段時機偏差不大時，在制動器滑摩過程中，假定定排量液壓元件轉(zhuǎn)速隨時間均勻增加或減小。

2.2 制動器轉(zhuǎn)矩模型

兩制動器結(jié)合重疊時，假設(shè)輸入轉(zhuǎn)速為定值，定排量液壓元件轉(zhuǎn)速和輸出轉(zhuǎn)速均恒定。在換段時機偏差不大時，在制動器滑摩過程中，忽略定排量液壓元件轉(zhuǎn)軸和行星排K1的行星架加速度值，即假設(shè)定排量液壓元件轉(zhuǎn)軸和行星排K1的行星架加速度均為0，因此兩部件所受合外力均為0. 對于定排量液壓元件轉(zhuǎn)軸，有

Ts1+Ts2+Tm=0，

(24)

式中：Ts1、Ts2分別為行星排K1、K2太陽輪的轉(zhuǎn)矩(N·m)；Tm為定排量液壓元件的轉(zhuǎn)矩(N·m)。

對于行星排K1的行星架，有

(25)

式中：Tc1為行星排K1行星架的轉(zhuǎn)矩(N·m)；Tr2為行星排K2齒圈的轉(zhuǎn)矩(N·m)；To為系統(tǒng)負載轉(zhuǎn)矩(N·m)；i3為液壓機械后傳動機構(gòu)的傳動比；ηr為液壓機械后傳動機構(gòu)的機械效率。

行星排K1的轉(zhuǎn)矩方程為

Ts1∶TH∶Tc1=1∶k1∶-(1+k1)，

(26)

式中：TH為制動器CH所傳遞的轉(zhuǎn)矩(N·m)。

行星排K2的轉(zhuǎn)矩方程為

Ts2∶Tr2∶Tc2=1∶k2∶-(1+k2)，

(27)

式中：Tc2為行星排K2行星架所傳遞的轉(zhuǎn)矩(N·m)。

由(25)式～(27)式可得，行星排K1、K2太陽輪的轉(zhuǎn)矩和制動器CH的轉(zhuǎn)矩分別為

(28)

(29)

(30)

行星排K3的轉(zhuǎn)矩方程為

Ts3∶TL∶Tc3=1∶k3∶-(1+k3)，

(31)

式中：Ts3為行星排K3太陽輪的轉(zhuǎn)矩(N·m)；Tc3為行星排K3行星架的轉(zhuǎn)矩(N·m)；TL為制動器CL所傳遞的轉(zhuǎn)矩(N·m)。

行星排K2行星架與行星排K3行星架的轉(zhuǎn)矩理論關(guān)系為

Tc2=Tc3.

(32)

制動器CL所傳遞的轉(zhuǎn)矩為

(33)

在Simulink軟件中搭建的前穩(wěn)定階段模型如圖4所示。

圖4 Simulink軟件中的前穩(wěn)定階段模型Fig.4 Model of prior stable stage in Simulink

3 全功率換段時機偏差分析

換段時機超前、滯后主要影響液壓機械動力換段的目標段制動器滑摩過程和前穩(wěn)定階段。在目標段制動器滑摩過程中，將前穩(wěn)定階段模型中的定排量液壓元件轉(zhuǎn)速簡化為斜坡變化，仿真分析換段時機超前、滯后對換段過程的影響。假定液壓機械的輸入軸轉(zhuǎn)速ni=1 000 r/min、負載轉(zhuǎn)矩To=300 N·m保持不變，目標段制動器開始滑摩時定排量液壓元件的轉(zhuǎn)速距理想換段時機差5 r/min，0～0.3 s為當前段，0.3～0.4 s為目標段制動器滑摩過程，定排量液壓元件轉(zhuǎn)速近似斜坡變化至理想換段轉(zhuǎn)速，0.4 s后均為前穩(wěn)定階段。仿真過程中保持變排量液壓元件排量比不變，分析換段時機正負偏差對目標段制動器滑摩過程和前穩(wěn)定階段閉式液壓回路壓力的影響。

3.1 H段向HM段換段時機分析

圖5 由H段向HM段換段時換段時機提前的仿真結(jié)果Fig.5 Simulated results of the shift from H range to HM range when the shift timing being advanced

由圖5可知：由H段向HM段換段時，換段時機提前，在0.3～0.4 s時段，閉式液壓回路高壓側(cè)壓力由8 MPa降至7.89 MPa；CH制動器轉(zhuǎn)矩由227.28 N·m降至216.44 N·m；CL制動器轉(zhuǎn)矩由0 N·m升至11.96 N·m. 在0.4 s時刻進入前穩(wěn)定階段后，高壓側(cè)壓力繼續(xù)下降；CH制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)下降；CL制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)上升；在2.0 s后，高壓側(cè)壓力降至6.90 MPa后基本不變；CH制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)降至204.09 N·m；CL制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)升至36.37 N·m.

圖6 由H段向HM段換段時換段時機滯后的仿真結(jié)果Fig.6 Simulated results of the shift from H range to HM range when the shift timing being lagged

由圖6知：由H段向HM段換段時，換段時機滯后，在0.3～0.4 s，閉式液壓回路高壓側(cè)壓力由8 MPa升至8.11 MPa；CH制動器轉(zhuǎn)矩由227.28 N·m升至229.61 N·m；CL制動器轉(zhuǎn)矩由0 N·m反向升至2.38 N·m. 0.4 s時刻進入前穩(wěn)定階段后，高壓側(cè)壓力繼續(xù)上升；CH制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)上升；CL制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)反向上升；在2.0 s后，高壓側(cè)壓力升至9.09 MPa后基本不變；CH制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)升至250.33 N·m；CL制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)反向升至33.84 N·m.

綜上所述，由H段向HM段換段，定排量液壓元件轉(zhuǎn)速比理想換段轉(zhuǎn)速低5 r/min換段時，在目標段制動器滑摩過程中和前穩(wěn)定階段，閉式液壓回路高壓側(cè)壓力逐漸下降，與功率過渡階段的變化趨勢相同，有利于功率過渡。因此，換段時機微量提前是可以接受的。而定排量液壓元件轉(zhuǎn)速比理想換段轉(zhuǎn)速高5 r/min換段時，在目標段制動器滑摩過程中和前穩(wěn)定階段，閉式液壓回路高壓側(cè)壓力逐漸上升，與功率過渡階段的變化趨勢相反，不利于功率過渡。隨著換段時機的滯后量增大，在目標段制動器滑摩過程中和前穩(wěn)定階段，閉式液壓回路高壓側(cè)壓力會繼續(xù)上升，2個制動器轉(zhuǎn)矩也會增大，進而引起液壓回路原高壓側(cè)壓力過高和當前段制動器轉(zhuǎn)矩過大等問題，甚至導致HMT損壞。因此，應(yīng)盡量減小換段時機的滯后量。考慮到制動器速差絕對為0(定排量液壓元件轉(zhuǎn)速為理想換段轉(zhuǎn)速)工程應(yīng)用性不強，需要給理想換段時機設(shè)定正負偏差。由H段向HM段換段，理想換段時機宜設(shè)置負偏差。

3.2 HM段向H段換段時機分析

圖7 由HM段向H段換段時換段時機提前的仿真結(jié)果Fig.7 Simulated results of the shift from HM range to H range when the shift timing being advanced

由圖7可知：由HM段向H段換段時，換段時機提前，在0.3～0.4 s，閉式液壓回路高壓側(cè)壓力由6 MPa升至6.11 MPa；CL制動器轉(zhuǎn)矩由345.18 N·m升至350.60 N·m；CH制動器轉(zhuǎn)矩由0 N·m反向升至2.82 N·m. 0.4 s進入前穩(wěn)定階段后，高壓側(cè)壓力繼續(xù)上升；CL制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)上升；CH制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)反向上升；在2.0 s后，高壓側(cè)壓力升至7.14 MPa后基本不變；CL制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)升至402.83 N·m；CH制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)反向升至37.22 N·m.

圖8 由HM段向H段換段時換段時機滯后的仿真結(jié)果Fig.8 Simulated results of the shift from HM range to H range when the shift timing being lagged

由圖8可知：由HM段向H段換段，換段時機滯后，在0.3～0.4 s，閉式液壓回路高壓側(cè)壓力由6 MPa降至5.89 MPa；CL制動器轉(zhuǎn)矩由345.18 N·m降至339.77 N·m；CH制動器轉(zhuǎn)矩由0 N·m升至4.31 N·m.在0.4 s時刻進入前穩(wěn)定階段后，高壓側(cè)壓力繼續(xù)下降；CL制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)下降；CH制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)上升；在2.0 s后，高壓側(cè)壓力降至4.87 MPa基本不變；CL制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)降至287.88 N·m；CH制動器轉(zhuǎn)矩繼續(xù)升至38.48 N·m.

綜上所述，由HM段向H段換段，提前換段時，閉式液壓回路高壓側(cè)壓力逐漸上升，與功率過渡階段的變化趨勢相反，不利于功率過渡；隨著換擋時機的提前量增大，在目標段制動器滑摩過程中和前穩(wěn)定階段，閉式液壓回路高壓側(cè)壓力會繼續(xù)上升，2個制動器轉(zhuǎn)矩也會增大，引起液壓回路原高壓側(cè)壓力過高和當前段制動器轉(zhuǎn)矩過大等問題，甚至導致HMT損壞。而滯后換段時，高壓側(cè)壓力下降有利于功率過渡。因此，由HM段向H段換段，理想換段時機宜設(shè)置正偏差。

4 全功率換段時機的非對稱偏差特性試驗

4.1 試驗設(shè)備

換段時機的非對稱偏差特性試驗在如圖9所示的臺架上進行。試驗臺為電封閉式傳動臺架，詳細參數(shù)見文獻[31]。

圖9 HMT試驗臺架圖片F(xiàn)ig.9 Test bench for HMT

4.2 試驗方案

由3.1節(jié)的仿真結(jié)果可知：由H段向HM段換段，可以提前換段；若滯后換段，則閉式液壓回路中原高壓側(cè)壓力會上升，CH制動器轉(zhuǎn)矩會增大，并降低CH制動器的壽命。由HM段向H段換段，可以滯后換段；若提前換段，則閉式液壓回路中原高壓側(cè)壓力會上升，CL制動器轉(zhuǎn)矩會增大，并降低CL制動器的壽命。因此，為避免制動器損壞，由H段向HM段換段，僅進行提前換段的前穩(wěn)定階段試驗；由HM段向H段換段，僅進行滯后換段的前穩(wěn)定階段試驗。試驗時，輸入轉(zhuǎn)速保持1 000 r/min不變，負載轉(zhuǎn)矩為200 N·m，分別進行由H段向HM段提前換段、由HM段向H段滯后換段的前穩(wěn)定階段試驗。本文旨在研究換段時機對前穩(wěn)定階段的影響，故只進行前穩(wěn)定階段試驗，有意將前穩(wěn)定階段延長，而不進行排量調(diào)節(jié)。

4.3 試驗結(jié)果及分析

由H段向HM段提前換段的前穩(wěn)定階段試驗如圖10所示。由圖10可見，在H段，定排量液壓元件轉(zhuǎn)速為820.2 r/min時(有意將試驗時的轉(zhuǎn)速差設(shè)置得大些，可以使試驗結(jié)果明顯)，CL制動器結(jié)合，理論上進入前穩(wěn)定階段。此后，定排量液壓元件轉(zhuǎn)速上升到837.4 r/min，并維持該轉(zhuǎn)速基本不變，高壓側(cè)壓力由6.6 MPa逐漸降低為4.7 MPa并維持該壓力基本不變。由H段向HM段提前換段，閉式液壓回路原高壓側(cè)壓力會下降，與功率過渡階段中的壓力變化趨勢一致[31]，有利于功率過渡的快速實現(xiàn)。因此，由H段向HM段換段可以提前換段。

圖10 由H段向HM段換段時換段時機提前的試驗結(jié)果Fig.10 Test results of the shift from H range to HM range when the shift timing being advanced

由HM段向H段滯后換段的前穩(wěn)定階段試驗如圖11所示。由圖11可見，在HM段，定排量液壓元件轉(zhuǎn)速為850.4 r/min時，CH制動器結(jié)合，理論上進入前穩(wěn)定階段。此后，定排量液壓元件轉(zhuǎn)速下降到837.1 r/min，并維持該轉(zhuǎn)速基本不變。高壓側(cè)壓力由5.0 MPa逐漸降低為3.5 MPa，并維持該壓力基本不變。由HM段向H段滯后換段，閉式液壓回路原高壓側(cè)壓力會下降，與功率過渡階段中壓力變化趨勢一致[31]，有利于功率過渡的快速實現(xiàn)。因此，由HM段向H段換段可以滯后換段。

圖11 由HM段向H段換段時換段時機滯后的試驗結(jié)果Fig.11 Test results of the shift from HM range to H range when the shift timing being lagged

5 結(jié)論

本文采用仿真分析與試驗研究相結(jié)合方法，研究了換段時機超前、滯后對制動器滑摩過程和前穩(wěn)定階段的影響規(guī)律。得到如下主要結(jié)論：

1)液壓機械全功率換段中，由H段向HM段換段時，定排量液壓元件轉(zhuǎn)速比理想換段轉(zhuǎn)速低時，在目標段制動器滑摩過程中和前穩(wěn)定階段，閉式液壓回路原高壓側(cè)壓力逐漸下降，CH制動器轉(zhuǎn)矩逐漸下降，CL制動器轉(zhuǎn)矩逐漸上升，與功率過渡階段的變化趨勢相同，有利于功率過渡。定排量液壓元件轉(zhuǎn)速比理想換段轉(zhuǎn)速高時，在目標段滑摩過程中和前穩(wěn)定階段，閉式液壓回路原高壓側(cè)壓力逐漸上升，CH制動器轉(zhuǎn)矩逐漸上升，與功率過渡階段的變化趨勢相反。

2)液壓機械全功率換段中，由HM段向H段換段時，定排量液壓元件轉(zhuǎn)速比理想換段轉(zhuǎn)速高時，在目標段制動器滑摩過程中和前穩(wěn)定階段，閉式液壓回路原高壓側(cè)壓力逐漸下降，CL制動器轉(zhuǎn)矩逐漸下降，CH制動器轉(zhuǎn)矩逐漸上升，與功率過渡階段的變化趨勢相同，有利于功率過渡。定排量液壓元件轉(zhuǎn)速比理想換段轉(zhuǎn)速低時，在目標段滑摩過程中和前穩(wěn)定階段，閉式液壓回路原高壓側(cè)壓力逐漸上升，CL制動器轉(zhuǎn)矩逐漸上升，與功率過渡階段的變化趨勢相反。

3)液壓機械全功率換段中，由H段向HM段換段時，定排量液壓元件轉(zhuǎn)速可以比理想換段轉(zhuǎn)速低，理想換段時機宜設(shè)置負偏差；由HM段向H段換段時，定排量液壓元件轉(zhuǎn)速可以比理想換段轉(zhuǎn)速高，理想換段時機宜設(shè)置正偏差。